基于问隙运动副的往复压缩机传动机构动力学分析
机器中的间隙问题及其动力学
机器中的间隙问题及其动力学摘要：机器设备在实际的设计和加工过程中，其实际机构的各运动副以及各个关节都会存在间隙。
并随着先进制造技术的发展，高速、超高速及高精度要求的提出，间隙对机构以及整机的运动学和动力学性能的影响是不可忽视的。
间隙的存在破坏了理想机构模型，也使机构的实际运动和理想运动之间产生误差。
本文通过对机器中的间隙问题及其动力学的发展现状进行讨论，并在今后发展方向方面提出自己的看法。
关键词：间隙；机构；机器引言在机器设备中实际机构的各运动副及各个关节都必然会存在间隙，比且是必不可少的：（1）组成运动副的各个原件之间必然存在相互运动，并且存在配合关系，一旦存在相互运动就会有动配合，所以相互元件之间必会存在间隙；（2）机器零部件在加工制造过程中，必然会存在误差，有时候由于种种原因采用较低等级的配合，都有可能造成较大的间隙；（3）机械设备在运行过程中，机构运转必然产生相互摩擦、磨损等将间隙加大。
间隙的存在破坏了理想的机械运动，使其运动结果与理想状态下存在偏差，尤其是在高速运动下，间隙的存在使得在高速运动下的运动副各元素之间在失去接触的现象到再接触的现象交替出现，因此会产生猛烈的冲击和碰撞，增加机构零件的动应力，进而导致元件弹性变形加大、加剧磨损，并产生振动、噪声等导致效率降低。
因此基于上述原因，研究机器中的间隙及其动力学问题显得尤为重要；并随着现代化的生产的发展，必须充分考虑间隙问题。
国内外在该领域的发展现状综述考虑机器中机构运动副间隙的机构动力学研究是从七十年代开始的。
国内外的广大研究学者在含间隙机构的模型确定，建模方法的选择，动力学方程的求解以及预测间隙分离等方面的工作都做了大量的工作，得到了一些非常有益的结论。
本文通过介绍间隙动力学的理论模型展开讨论，其理论模型大致可归结为三类：三状态运动模型、二状态运动模型、连续接触模型。
其中以二状态模型进行深入研究的居多，由于它简化了三状态运动模型的复杂性和弥补了连续接触模型过于简单的缺点，并抓住了实际情况的本质，使得其方法研究得到推广在含间隙机构的动力学研究中，建立准确可行的动力学模型是至关重要的，不少研究者为此做了大量的工作。
2--2D12往复式压缩机典型部件的动力学分析与故障机理研究
2 2D12往复式压缩机典型部件的动力学分析与故障机理研究2.1 引言2D12-70/0.1~13型对动式双作用石油气压缩机广泛应用于石化企业，其主要参数如下：轴功率500kw、排气量70m3/min、一级排气压力0.2746~0.2942Mpa、二级排气压力1.2749Mpa、活塞行程240mm、曲轴转速496rpm。
压缩机采用隔爆型异步电动机通过刚性联轴器和飞轮驱动曲轴旋转，带动两侧连杆，并经过十字头、活塞杆分别使一、二级活塞在一、二级气缸内作水平方向对动。
当压缩机工作时，活塞两侧分别吸气和压气。
一级气缸每一侧工作腔各有四个进气阀和四个排气阀，二级气缸每一侧工作腔各有两个进气阀和两个排气阀，皆为多环窄通道低行程的环状阀。
进气阀在缸体的上部，排气阀在缸体的下部。
往复式压缩机结构复杂、激励源众多，需要对其进行动力学分析，以便建立典型零件的动力学数学模型。
这有利于对往复式压缩机故障机理的认识，并为实验研究和信号监测提供理论依据。
2.2 运动学和动力学分析2.2.1 曲柄--连杆机构运动学分析对于压缩机等往复式机械，大质量的活塞--曲柄连杆机构是主要的运动部件，属于正置式曲柄--连杆机构，它的最大特点是气缸中心线通过曲轴的回转中心，并垂直于曲柄的回转轴线，这一机构的运动关系决定了整个系统的动力学特性[19，20]。
由图2.1的几何关系，可求得活塞的位移、速度和加速度。
ω为曲柄的角速度，x为由原点O沿x轴测得的B点的位置。
连杆长度lAB=；曲柄与连杆长度之比：l r /=λ，取时间为t 时，曲柄转角则为：t ⋅=ωθ。
图2.1压缩机结构几何模型（1）活塞的位移αλα22sin 1cos -+=l r x （2.1）一般，连杆的长度都远大于曲柄的长度，λ值一般都小于1/3.5，1|sin |22≤-αλ，按二项式定理展开公式（2.1），略去λ的高次项，得到活塞位移公式即wt r r l t r x 2cos 44cos λλω+-+= （2.2） （2）活塞的速度 )2sin 2(sin )(t t r d dx dt d d dx dt dx t x v ωλωωαωαα+-=⋅=⋅===∙ (2.3)（3）活塞的加速度即)2cos (cos 2t t r a ωλωω+= （2.4）2.2.2 曲柄--连杆机构动力学分析（1）活塞运动的动力学分析设活塞质量为B m ，则往复式压缩机运行时，作用在往复运动活塞上的惯性力为往复惯性力H Q ，若连杆非常长，即λ很小时，活塞部分的往复惯性力H Q 为若连杆很短时，则活塞部分的惯性力H Q 为图2.2各部件受力分析图如图2.2所示，c P 沿连杆中心线方向，称为连杆推力；q P 为周期性循环变化的气体压力；活塞受到的侧向力H P ，H P 垂直于气缸壁。
考虑运动副间隙的连杆及机器人机构研究进展
数表达 , 利用赫兹法可 求得含 间隙的 内部球 形联结和 内部 销形联结的力 ! 位移方程。方 程的结 果是 复杂积 分 , 甚至 对于最简单 的载荷条件 和自由振 动 , 其计算 和积分都 非常 复杂。Dubowsky 以自由振 动为例 , 比 较了 确切 解和线 性化 后解的振幅和振动周期。 在实际设 计限定 的范围 内 , 所有 碰撞条件下的相对位移的最大振幅利用线性化后的弹性刚 度计算都可以得出满意的解。自由振动的周期可以通过将 IP 模型与间隙 两侧 接触 时间 和通 过间 隙的 时间 的二 倍求 和得到。因非接触期间无机械约束 , 相对速度是一个常 量 , 忽略一个周期中的阻尼 , 可以 得到确 切模型 的周 期。如果 将 IP 模型 应用于许多 复杂 的系统 中 , 其解 析解很 难求 得。 运用预测 ! ! ! 纠正技巧 , 采用数值解可 得出 IP 模 型的动力 学响应。 Dubowsky 用 IP 模 型分 析了 典型 的平 面 机构 ! ! ! 曲柄滑块机构的相对运动及由于存在间隙而导致的联接点 处力的扩 大 , 显 示出 了 IP 模 型的 优 点。对 于一 维 闭环 系 统 , 当各元件间相对速 度较大 且没有 驱动力、 扰动 频率 ( 或 扰动振幅 ) 很小时 , 周期力 驱动的 系统同 样存在 有限周 期 , 其动力学特性与 IP 模型 在自 由振动 时的 动力 学特性 极为 相似。但 当相对 速度较 小时 , 运 动由伺服 机构 的有限 循环 条件决定。 尽管 IP 模 型不能 预测 这个特 性 , 但 是利用 一维 冲击副的特性 , 可以计算给定振动频率的有限周期的振 幅。 因此可以利用简单易测的振动频率来计算有限周期内的重 要的力。 但是在高速时 , 机械中不同的惯性力和因弹性连接 而产生的引力都会对作用在冲击副 IP 上的力 F 1( t) , F 2( t ) 产生影响 , 所以 F 1( t ) , F 2( t ) 将是长度、 连接刚度、 位形、 质 量分布和输入速度等参数的函数 , 而 IP 模型没有 将这一点 加以考虑。 此外 , IP 模型也没有考虑间隙中有液体或气体润 滑的情 况。 在 后 来 的 模 型 当 中 , 某 些 方 面 已 经得 到 了 改 进 [ 43, 45] 。 1. 2 基于 分离 碰撞 接触 模型和动量定 理的模型 在一个运动周期中 , 运动副 元素间的 相对 关系可 能存 在接触、 分离、 碰撞 三种状 态。此种 研究方 法是定 性的 , 必 须先给出副 元素材料弹 性碰撞的 恢复系 数 , 然后根据 冲量 概念和动量 定理建立运 动方程 , 得到 二阶和 一阶相混 合的
往复活塞式压缩机结构及力学分析
1往复活塞式压缩机结构及力学分析1.1往复活塞式压缩机活塞杆与十字头组件1.1.1活塞杆与十字头组件的组成1.1.2活塞杆与压缩机装配后的垂直跳动量限制与分析1.1.3活塞杆结构设计1.1.4活塞杆与十字头连接方式1.1.5十字头体、滑履、十字头销1.2活塞组件1.2.1活塞结构1.2.2柱塞结构1.2.3毂部设计及与活塞杆的连接方式1.2.4活塞的材料及其质量支承面1.2.5双作用活塞主要尺寸确定和强度计算1.2.6活塞组件失效与修理1.3往复活塞式压缩机活塞杆所受综合活塞力的计算1.3.1往复压缩机的气体力1.3.2往复压缩机的惯性力1.3.3相对运动表面间的摩擦力1.3.4活塞杆所受综合活塞力1.4 往复活塞式压缩机活塞杆强度校核1 往复活塞式压缩机结构及力学分析1.1 往复活塞式压缩机活塞杆与十字头组件1.1.1 活塞杆与十字头组件的组成该组件包括活塞杆、十字头及十字头销三个主要零件，此外还有相应的一些联结零件。
它们处于气缸与机身之间，其一端连接活塞，另一端连接连杆，而十字头滑履又支承在机身滑道上，故处于极为重要的部位。
在压缩机的运行中，该处极易发生事故，并造成重大的破坏，例如连杆小头衬套烧损、活塞杆断裂等。
此外，活塞环、填料非正常失效，往往是活塞杆倾斜引起的。
并且，十字头滑履与滑道之间的间隙还是检验其机身与曲轴、连杆等运动部件总体精度的重要指标，新压缩机的十字头滑履与滑道的间隙应控制在()0.8 1.20000~1Dδ=，其中D 为十字头直径。
1.1.2 活塞杆与压缩机装配后的垂直跳动量限制与分析活塞杆在压缩机运行过程中能否平直运动十分重要。
API618中，对活塞杆的径向跳动的公差作了规定，即水平径向跳动量为0.064mm ±，其垂直径向跳动为在活塞杆热态预期径向跳动的基础上每1mm 行程不大于0.00015Smm ±（S 为活塞行程）。
另有资料指出：活塞杆水平跳动时，如安装合适则一般无需调整，其跳动量一般不会超过0.08mm 。
含间隙机构动力学仿真与实验研究的开题报告
含间隙机构动力学仿真与实验研究的开题报告一、研究背景间隙是机构系统中不可避免的存在，因为它能够实现相邻零部件的相互链接和传递动力。
然而，间隙对机构系统的运动特性和动态响应产生了较大的影响，如引起震动、冲击、噪声等。
因此，分析间隙机构的动力学特性对于机构系统的设计和优化具有重要意义。
二、研究目的本研究旨在建立一种适用于间隙机构的动力学模型，并利用仿真和实验对机构运动特性和动态响应进行分析和研究。
具体来说，研究的目标包括：1.建立间隙机构的动力学模型，在考虑间隙因素的基础上描述机构的运动和振动特性。
2.利用仿真软件对建立的动力学模型进行验证和分析，探究间隙对机构运动性能和动态响应的影响。
3.设计实验平台，测量机构运动过程中的运动学和动力学参数，并与仿真结果进行比较和验证。
4.基于仿真和实验结果，提出改进方案，优化机构设计，提高机构的性能和稳定性。
三、研究内容和技术路线1.间隙机构动力学模型的建立本研究将采用多体动力学理论，考虑非完整约束和间隙因素，建立间隙机构的动力学模型。
同时，引入软件仿真平台建立模型，对模型进行验证和分析。
2.机构动力学仿真研究本研究将在软件仿真平台上对间隙机构的运动性能和动态响应进行仿真分析。
具体而言，将研究机构的运动学性能、动力学响应、自身振动和较大振幅运动行为等。
3.实验平台的设计和实验研究本研究将设计实验平台，测量机构运动过程中的运动学和动力学参数，并与仿真结果进行比较和验证。
实验将从机构的静态和动态相应两方面进行研究。
4.优化方案的提出和实现本研究将基于仿真和实验结果，提出改进方案，优化间隙机构的设计，并进行实现。
优化方案将通过实验验证，以进一步提高机构的性能和稳定性。
四、研究预期结果和创新点1.建立了适用于间隙机构的动力学模型，描述了机构的运动和振动特性。
2.通过仿真和实验验证，发现和分析了间隙对机构运动性能和动态响应的影响，并提出了改进方案。
3.设计并实现了优化后的间隙机构，取得了更好的性能和稳定性。
含间隙机构运动副动力学模型研究的开题报告
含间隙机构运动副动力学模型研究的开题报告题目：含间隙机构运动副动力学模型研究一、研究背景现代机械工程中，机构设计是一项重要的工作。
而机构中的间隙问题，在机构的工作中经常出现，可以影响机构的工作性能，甚至导致机构的失效。
因此，研究机构中的间隙问题，对于提高机构的可靠性和工作性能具有重要意义。
二、研究目的本研究旨在建立含间隙机构运动副动力学模型，探究间隙对机构运动副动力学特性的影响，提高机构的工作性能和可靠性。
三、研究内容1. 分析含间隙机构的特点：介绍含间隙机构的结构和工作原理，分析间隙对机构稳定性和可靠性的影响。
2. 建立含间隙机构的动力学模型：利用刚体和柔性体动力学原理，建立含间隙机构的运动副动力学模型，并考虑间隙对机构的影响。
3. 验证模型的正确性：通过数值仿真和实验验证模型的正确性和可行性。
4. 分析间隙对机构运动副动力学特性的影响：通过仿真和实验，探究间隙对机构的稳定性、动态特性等方面的影响，提高机构的工作性能和可靠性。
四、研究方法本研究采用理论分析、数值计算和实验研究相结合的方法，建立含间隙机构的运动副动力学模型，并进行数值模拟和实验验证，分析间隙对机构的影响。
五、预期成果本研究预期可以建立含间隙机构运动副动力学模型，探究间隙对机构运动副动力学特性的影响，提高机构的工作性能和可靠性。
同时，可以为机构设计和优化提供一定的理论基础和实验依据。
六、研究进度安排第一年：完成含间隙机构特点分析和建立含间隙机构动力学模型；第二年：进行数值仿真和实验研究，验证模型的正确性；第三年：完成研究成果的撰写和论文发表。
七、参考文献1. 动力学与控制（第三版），黄文力等著，清华大学出版社，2013年。
2. 机构学基础（第二版），陈述，机械工业出版社，2009年。
3. 机构设计，任乃强，机械工业出版社，2009年。
4. 机械结构设计，郑大志，机械工业出版社，2011年。
5. 含间隙机构运动副动力学分析，陈涛，机械制造，2009年。
(完整版)2--2D12往复式压缩机典型部件的动力学分析与故障机理研究
2 2D12往复式压缩机典型部件的动力学分析与故障机理研究2.1 引言2D12-70/0.1~13型对动式双作用石油气压缩机广泛应用于石化企业，其主要参数如下：轴功率500kw、排气量70m3/min、一级排气压力0.2746~0.2942Mpa、二级排气压力1.2749Mpa、活塞行程240mm、曲轴转速496rpm。
压缩机采用隔爆型异步电动机通过刚性联轴器和飞轮驱动曲轴旋转，带动两侧连杆，并经过十字头、活塞杆分别使一、二级活塞在一、二级气缸内作水平方向对动。
当压缩机工作时，活塞两侧分别吸气和压气。
一级气缸每一侧工作腔各有四个进气阀和四个排气阀，二级气缸每一侧工作腔各有两个进气阀和两个排气阀，皆为多环窄通道低行程的环状阀。
进气阀在缸体的上部，排气阀在缸体的下部。
往复式压缩机结构复杂、激励源众多，需要对其进行动力学分析，以便建立典型零件的动力学数学模型。
这有利于对往复式压缩机故障机理的认识，并为实验研究和信号监测提供理论依据。
2.2 运动学和动力学分析2.2.1 曲柄--连杆机构运动学分析对于压缩机等往复式机械，大质量的活塞--曲柄连杆机构是主要的运动部件，属于正置式曲柄--连杆机构，它的最大特点是气缸中心线通过曲轴的回转中心，并垂直于曲柄的回转轴线，这一机构的运动关系决定了整个系统的动力学特性[19，20]。
由图2.1的几何关系，可求得活塞的位移、速度和加速度。
ω为曲柄的角速度，x为由原点O沿x轴测得的B点的位置。
连杆长度lAB=；曲柄与连杆长度之比：l r /=λ，取时间为t 时，曲柄转角则为：t ⋅=ωθ。
图2.1压缩机结构几何模型（1）活塞的位移αλα22sin 1cos -+=l r x （2.1）一般，连杆的长度都远大于曲柄的长度，λ值一般都小于1/3.5，1|sin |22≤-αλ，按二项式定理展开公式（2.1），略去λ的高次项，得到活塞位移公式即wt r r l t r x 2cos 44cos λλω+-+= （2.2） （2）活塞的速度 )2sin 2(sin )(t t r d dx dt d d dx dt dx t x v ωλωωαωαα+-=⋅=⋅===• (2.3)（3）活塞的加速度即)2cos (cos 2t t r a ωλωω+= （2.4）2.2.2 曲柄--连杆机构动力学分析（1）活塞运动的动力学分析设活塞质量为B m ，则往复式压缩机运行时，作用在往复运动活塞上的惯性力为往复惯性力H Q ，若连杆非常长，即λ很小时，活塞部分的往复惯性力H Q 为若连杆很短时，则活塞部分的惯性力H Q 为图2.2各部件受力分析图如图2.2所示，c P 沿连杆中心线方向，称为连杆推力；q P 为周期性循环变化的气体压力；活塞受到的侧向力H P ，H P 垂直于气缸壁。
不同运动副材料对间隙机构动力学特性的影响
选 择 曲柄滑 块 机 构 作 为 研 究 对 象 ， 构 件 的材 料 各 为钢 ， 曲柄 和连 杆长度 分别 为 ７ ｍ 和 ２ ０ｍ ０ｍ ０ ｍ。假设
机构的四个运动副中， 两个为理想转动副， 一个为理想 移动 副 ， 杆 与滑 块 之 间为 考 虑 间 隙的 转 动副 ， 图 ３ 连 如
ｉｕｔ ｔ ｔｅｅ ｅｔ ｏ ｉｅｅｔｍ ｔｒ ｌ ｉ ｊｉ ．Ｔ ｅｒｓｌ ｈｗ ｄ ｔａ ｆｃ ｏ ｏｃ ，ｓｆ ｅｓ ａ ｐｎ ｎ ｔｅ ｌ ｓ ａ ｈ ｆ ｃ ｆｄｆ ｒｎ ａ ｉ ｓ ｎ ｏ ｔ ｈ ｅｕｔ ｓｏ ｅ ｈｔ ｒ ｔ ｎｆｒｅ ｔｆ ｓ，ｄ ｍ ｉｇａ ｄｏｈ ｒ ｌ ｒｅ ｆ ｓ ｆ ｅａ ｎ ｓ ｉ ｉ ｉｎ
｛ —， ｅ ｃ 由撞入深度可以得出销轴和孔的运动接触条 ｉ
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要， 因此 ， 需要计 算 两接 触 面 间 的相对 速 度 。将 ６投 影
２ ０
振 动 与 冲 击
２１ ０２年第 ３ 卷 １
到接 触 面上 ， 以得 到 接 触 点 处 的法 向速 度 和 切 向 速 可 度分 别 为 ］ ＝８ ＝ａ， 中 是 碰 撞 速 度 ， ： ， ｔ其
Ａｂｔａ ｔ Ｔ ｅｅ ｅｔ ｏ ｉｅｅｔ ａ ｒ ｌ ｉ ｊｉｔ ｏ ｙ ａ ｉ ｃａａｔ ｉ ｉ ｆ ｅｈ ｎｓ ｉ ｌａａｃ ｅｅ ｓｒｃ ： ｈ ｆ ｃ ｆ ｆ ｒｎ ｔ ｉ ｓｎ ｏ ｓ ｎｄ ｎ ｍ ｃ ｈ ｒｃ ｒ ｔ ｓ ｍ ｃ ａｉ ｗｔ ｃ ｒｎ ｅｗ ｒ ｆ ｓ ｄｆ ｍ ｅａ ｎ ｅ ｓｃ ｏ ａ ｍ ｈ ｅ
ｉ ｅｔ ａ ｄ Ｔ ｅｃｎａｔ ｄ ｌ ｆｊ ｎｓｗｔ ｌａａ ｃ ａ ｓ ｂｉ ｅ ｙ ｕｉｇｔｅｎｎｉｅｒｅ ｕｖｌｎ ｓｒ ｇｄｍｐ ｎ ｓｇｔ ． ｈ ｏ ｔ ｅ ｏ ｉｔ ｉ ｃ ｒｎ ｅｗ ｓｅｔ ｌ ｈ ｄｂ ｓ ｏｌ ａ ｑ ｉａ ｔ ｐ ｎ —ａ ｖ ｉ ｅ ｃ ｍｏ ｏ ｈ ｅ ａ ｓ ｎ ｈ ｎ ｅ ｉ
考虑运动副间隙的双滑块机构运动分析
考虑运动副间隙的双滑块机构运动分析罗阿妮;邓宗全;刘荣强;刘贺平【摘要】A kind of root lock mechanism with a space deployable mast in a space probe was analyzed and simplified into a kind of mechanism with two sliders and a spring. First, using the vibration analysis method, movement of the mechanism was studied to obtain an expression of the ideal movement of the #2 slider. Then, mathematical models of backlash in movement pairs were analyzed. Kinetic equations of components of the mechanism were set up according to analysis of forces on them. At last, mathematical simulation was applied to check the correctness of theory analysis and effects of pair backlash on movement precision. It was concluded that matching precisions at different positions have different influence on movement precision of the mechanism. Improving matching precision of pairs and hinge on the #2 slider can heighten movement precision of the mechanism, but the same is not true for the #1 slider. The analysis can analyze the influence of movement pairs on movement of a mechanism and make reasonable matching precisions in order to decrease the cost of manufacturing.%针对一种航天器上伸展臂的根部锁紧机构,通过分析将其简化为一种带弹簧的双滑块机构.根据此机构的运动分析,利用振动分析方法,获得了理想状态下滑块2的位移表达式.通过对铰链和移动副间隙数学模型的分析,结合各构件的受力分析,获得了机构中各构件的动力学方程.通过仿真来验证理论分析的正确性和各运动副间隙对机构运动精青度的影响.得出结论:不同位置的配合精度对机构的运动精度影响是不同的,提高滑块2上铰链和移动副的配合精度可以显著提高机构运动精度,而滑块1与其他构件的配合精度对机构运动精度影响较小.该分析方法能够确定各运动副间隙对机构运动的影响,有利于构件间配合精度的选择和减小制造加工成本.【期刊名称】《哈尔滨工程大学学报》【年(卷),期】2011(032)003【总页数】6页(P355-360)【关键词】伸展臂;双滑块机构;间隙;振动【作者】罗阿妮;邓宗全;刘荣强;刘贺平【作者单位】哈尔滨工程大学,机电工程学院,黑龙江,哈尔滨,150001;哈尔滨工业大学,机电学院,黑龙江,哈尔滨,150001;哈尔滨工业大学,机电学院,黑龙江,哈尔滨,150001;哈尔滨工业大学,机电学院,黑龙江,哈尔滨,150001;哈尔滨工程大学,机电工程学院,黑龙江,哈尔滨,150001【正文语种】中文【中图分类】TH122航天机构的运动精度要求都是很高的，而构件的配合精度对运动精度有直接的影响［1］.构件的配合精度受到加工和安装等方面的影响，提高配合精度会大大增加制造成本［2-3］.因此，分析各运动副的配合精度对机构运动精度的影响，确定主要影响因素，减小提高配合精度范围是十分必要的.目前，间隙机构的数学模型有二状态模型、三状态模型和连续接触模型，这里采用二状态模型，即接触－分离模型，来对机构间隙进行建模研究［4-5］.1 空间一维伸展臂工作原理ADAM伸展臂于2000年NASA在进行SRTM (shuttle radar topography mission)项目时作为合成孔径雷达的支撑构件，其结构组成的二维剖面如图1所示.下面简要介绍其结构组成及伸展臂杆单元的工作原理.如图1所示，伸展臂完全收拢状态放置在承载筒内.伸展臂由承载筒和伸展单元2部分组成.承载筒按照其功能可以划分为3段，图1中从左向右依次为:装载段、消旋段、提升段.装载段用来容纳收拢状态的伸展臂，由布置在圆筒内的8条直轨道组成;消旋段用来把收拢状态的伸展臂单元展开成具有良好刚性的空间立方体，由8条布置在圆筒内壁的消旋轨道形成;提升段是整个伸展臂展开、收拢的动力源，由螺旋提升筒和4条直轨道组成，在电机的带动下通过传动机构使得螺旋筒转动从而带动伸展臂沿直轨道实现提升或收拢.伸展臂完全收拢在承载筒后由均布在筒内的4条压紧杆实现其轴向定位.伸展臂完全展开后由其根部的锁紧机构实现伸展臂与承载筒的定位锁紧功能.图1 伸展臂结构组成Fig.1 Structure of the deploy and retract mast图2为空间伸展臂根部的锁紧机构地面试验装置的机构简图.此锁紧机构安装在空间伸展臂上，随着伸展臂向上运动.当此机构运动到图示位置时，即轨道7与锁定孔8(安装于机架上)相对，轨道6与7被机架上的相应结构挡住，不能向上运动，这时只有滑块1随着此伸展臂向上运动.滑块2在滑块1的驱动下沿着轨道7向左运动.当滑块2运动到一定距离后，它就插入到孔8中.当滑块1运动到与轨道7所在的直线上时，伸展臂停止，滑块2插入到孔8的深度最深，从而空间伸展臂被滑块2锁定在当前位置.但是由于结构方面的精度和控制方面的可靠性等问题，伸展臂停止的位移未必精确.因此，滑块1的停止位置会有偏差，这样滑块2不能完全插入孔8中，从而空间伸展臂不能被完全锁紧.因此滑块1、2的连接采用连杆4、5和弹簧3的方式，这样在滑块1没有运动到轨道7所在的直线上时滑块2就可以在弹力的作用下完全插入孔8中，滑块1停止的位置有所偏差也不会影响锁紧. 图2 锁紧机构简图Fig.2 Sketch of lock mechanism根据此锁紧机构的功能和动作的分析，其机构运动简图如图3所示.由图3可以看出，此机构能够被简化为一个带有弹簧的双滑块机构.图3 机构运动简图Fig.3 Sketch of the bi-slide flex link mechanism2 机构运动分析在图3所示机构位置，轨道6、7与机架固定，滑块1在运动机构的驱动下匀速直线运动，而滑块2在滑块1的驱动下水平向左运动.首先，不考虑间隙和连杆变形的理想状态下分析其他各构件运动.在局部坐标系Osxsys中，xs轴始终与连杆的轴线重合.这里，设mi(i=1，2，3，4，5)为构件i的质量，F3为弹簧产生的弹力，f为滑块与轨道的摩擦系数，Lj(j=4，5)为构件j的长度，S为滑块2在y轴上的位移.因此，滑块2和连杆5在局部坐标系中的振动方程为式中:xs为滑块2和连杆5沿着局部坐标系中的xs轴的位移，c为与速度相关的阻尼系数，k为弹簧的弹性系数，Q为振动体在轴向受到的外力［6］.根据振动体的受力［7］，可得对方程求解，得到滑块2在局部坐标系中的位移.由于整体坐标系与局部坐标系之间的坐标变换矩阵为经过坐标变换，就可以获得滑块2在整体坐标系中的位移:式中:H1、S1为Δt时间间隔前滑块1和2的位移，S2为Δt时间间隔后滑块2的位移.3 间隙的数学模型的建立图4所示为铰链的孔与销，设铰链间存在间隙值为r，在运动过程中，当铰链的孔与销的中心的距离大于等于r时，构成铰链的2个构件会发生碰撞.2个构件碰撞时的相互作用力可以利用非线性弹簧－阻尼的形式来描述，即式中，δ为2个构件接触时法向的变形量，Fn为法向碰撞力，kj、cj1和cj2分别为2个构件的接触刚度、法向阻尼系数和切向阻尼系数，Ft为切向碰撞力，f为两构件的摩擦系数，vt为2个构件的切向相对速度［8-9］.设O1为滑块1上的销轴中心，O2为构件4上孔的中心.考虑铰链间隙时，就要增加2个坐标和1个夹角，即(xO1，yO1)、(xO2，yO2)和夹角θ.图4 铰链示意Fig.4 Sketch map of joint设由此来判断2个构件是否接触，是否有碰撞力的作用.图5 移动副示意Fig.5 Sketch map of slider图5为移动副示意图，设滑块垂直于移动方向的位移为xL1，导轨垂直于移动方向的位移为xL2，设移动副的间隙为r'，则碰撞力的计算公式与式(2)相同［10］.4 考虑间隙时机构运动分析本文认为滑块1和连杆4连接的铰链、连杆5和滑块2连接的铰链、滑块2和导轨连接的移动副存在间隙.设xi和yi(i=1，2，4，5)为构件i的平动位移，βj(j=4，5)为连杆j绕铰链中心的转动角位移，Fnij、Ftij和θij(i=1，2和j=4，5)分别为构件i和j构成的铰链在碰撞时的法向力、切向力和两中心连线的偏角，FNi和FTi(i=1，2)为滑块i与导轨间碰撞时的法向力和切向力，FN45为连杆4和5的法向作用力，Ji(i=4，5)为连杆i绕铰链中心的转动惯量［11］.根据滑块2的受力，建立滑块2在x和y方向的动力学方程.当滑块2的铰链和移动副都发生碰撞时，各碰撞力的方向由具体的位置决定.当铰链或移动副不接触时，相应的碰撞力为0.这样通过初始条件，可以求出较小时间间隔后的滑块2的加速度，再通过运动学公式求出相应的位移S和速度S·［12］.当铰链中2个构件接触时，连杆4的动力学方程为因为β4=90°－α，因此当铰链中2个构件不接触时，上面的动力学方程中相应的碰撞力为零，即可得到此状态时连杆4的动力学方程.按照初始条件和运动学方程，可进一步得到连杆4在迭代时间间隔后相应的位移和速度.利用相同方法，也可求出连杆5的位移和速度.5 仿真分析根据前面的分析获得的数学模型，利用Matlab软件，编写程序，获得运动参数的分析结果.令弹簧刚度k=0.5 N/mm，迭代时间间隔Δt=0.001 s，孔8最深处距离整体坐标系原点0.45 m.在初始状态，滑块1的位移为 H0=0.4 m，滑块2的位移为S0=0.3 m，滑块1匀速运动，其速度为－1 m/s，滑块2静止，弹簧的弹力为0，kj=7.15×10－4N/mm，cj1=0.175 N·s/mm，cj2=0，摩擦系数都为0.05，运动副的最大间隙值都取0.1 mm.图6 两滑块位移曲线Fig.6 Displacement curves of two sliders在图6中，滑块1匀速运动，因此其位移曲线为一条斜线.滑块2首先由初始位置按照一定的曲线规律运动到孔8的最深处，由于2具有一定的速度，所以滑块2与孔8发生碰撞.应力波在滑块2中往复运动一次后，滑块2以碰撞时具有的速度反向向后运动.由于弹簧给滑块2和连杆5的弹力是向左的(图3所示)，所以滑块2在碰撞后，水平向左减速运动一段距离，而后再向右运动，与孔8再次碰撞.滑块2按照这一规律运动一段时间后，滑块1运动到H=－0.1这一位置停止，滑块2稍后也达到了平衡.滑块2处铰链存在间隙时，滑块2的中心在x、y方向的误差值如图7所示.由图可知，x方向误差值以间隙值为中心波动，y方向误差值以0为中心往复振动，二者最终都收敛于各自的平衡点.由于滑块2的重力始终沿x正方向，所以其波动中心偏于正方向.而滑块2在y方向上受力随着运动而变化，没有方向固定的力作用，所以收敛点为0.因此，当此系统平衡时，在重力的作用下，铰链的销和孔的顶点接触.图8为此间隙处的碰撞力，最大值约为18 N.图7 滑块2的铰链间隙位移曲线Fig.7 Displacement curves of sliders 2 clearance图8 滑块2的铰链间隙碰撞力Fig.8 Force curves of sliders 2 backlash图9和图10分别为滑块2在x方向和y方向的误差变化曲线.通过改变各处间隙值可知，滑块1带动整个系统运动，因此滑块1的铰链中两构件主要处于接触状态，振动幅度较小.滑块与导轨间隙可以限制滑块2在x方向(即垂直于滑块2导路)的振动幅度，滑块2铰链间隙处的振动对x方向误差影响最大.滑块2的间隙对滑块2的y方向位移误差起决定作用，通过提高滑块2和连杆5的配合精度、减小滑块2和导轨的间隙值可以减小滑块2的运动误差、提高其运动精度，因此这两处的配合精度要高.而滑块1处铰链的误差值对滑块2的运动影响较小，此处的配合精度可以低些.由于间隙存在而产生的碰撞，使得机构中各构件受到碰撞力的影响.碰撞力会引起构件的弹性变形，连杆的受力变形量要比滑块的大得多，碰撞力会通过使连杆变形而影响滑块2的运动精度.但是碰撞力的作用时间短，而且2个连杆通过弹簧连接，连杆一端的连接具有一定的柔性，因此碰撞力对连杆的轴向变形影响很小.2个连杆的连接处的导向长度较长，限制了连杆的横向(垂直于轴线方向)变形，因此碰撞力对连杆的横向变形的影响也很小.这也是弹簧系统改善机构受力状况的优势体现. 图9 滑块2在x方向的误差曲线Fig.9 x direction clearance of slider 2图10 滑块2在y方向的误差曲线Fig.10 y direction clearance of slider 26 结论通过空间伸展臂的根部锁紧机构运动的理论研究和仿真分析，得到如下结论:1)在此机构中，滑块2上的移动副和铰链间隙对滑块2的运动影响最大，提高这2个运动副的配合精度，能够显著地减小滑块2的运动误差.2)间隙存在，碰撞力就存在.碰撞力的数值都较大，因此完全作用在机构上，会使构件产生大的弹性变形而影响机构运动精度.而弹簧使构件柔性连接，缓解了碰撞力对构件的影响，对机构的强度和运动都有利.这样的分析，确定了机构各运动副的配合精度对机构运动精度的影响.根据分析结果，对各配合精度进行正确选择，可以减小加工成本.参考文献:【相关文献】［1］牛治永，王三民，王磊.空间桁架可展天线三向索网预张力多目标优化［J］.机械科学与技术，2009，28(3):330-335.NIU Zhiyong，WANG Sanmin，WANG Lei.Multiobjective optimization of the pretensioning force in the tri-directional cable net of an astromesh deployable reflector ［J］.Mechanical Science and Technology for Aerospace Engineering，2009，28(3):330-335.［2］李团结，张琰，李涛.周边桁架可展天线展开过程动力学分析及控制［J］.航空学报，2009，30(3):444-449.LI Tuanjie，ZHANG Yan，LI Tao.Deployment dynamic analysis and control of hoop truss deployable antenna［J］.Acta Aeronautica et Astronautica Sinica，2009，30(3):444-449. ［3］娄振，王三民，郭家舜.可展天线臂与卫星间耦合振动特性研究［J］.机械科学与技术，2009，28(9):1208-1212.LOU Zhen，WANG Sanmin，GUO Jiashun.On characteristics of deployable antenna mast and satellite coupled vibration［J］.Mechanical Science and Technology for Aerospace Engineering，2009，28(9):1208-1212.［4］肖薇薇，陈务军，付功义.空间充气可展抛物面天线反射面设计与精度分析［J］.哈尔滨工程大学学报，2010，31 (2):257-261.XIAO Weiwei，CHEN Wujun，FU Gongyi.Analysis of the design and precision of an inflatable deployable parabolic reflector space antenna［J］.Journal of Harbin Engineering University，2010，31(2):257-261.［5］关富玲，刘亮.四面体构架式可展天线展开过程控制及测试［J］.工程设计学报，2010，17(5):381-387.GUAN Fuling，LIU Liang.Deployment control and test of deployable tetrahedral truss antenna［J］.Journal of Engineering Design，2010，17(5):381-387.［6］杨玉龙，关富玲.可展桁架天线形面精度理论分析［J］.空间科学学报，2009，29(5):529-533.YANG Yulong，GUAN Fuling.Theoretical analysis of surface error for deployable truss antenna［J］.Chinese Journal of Space Science，2009，29(5):529-533.［7］BAI Zhengfeng，TIAN Hao，ZHAO Yang.Dynamics modeling and simulation of mechanism with joint clearance［J］.Journal of Harbin Institute of Technology，2010，17(5): 706-710.［8］李发展，张艳，卢章平.考虑运动副间隙的平面五杆机构轨迹优化［J］.组合机床与自动化加工技术，2010(4): 44-46.LI Fazhan，ZHANG Yan，LU Zhangping.Trajectory optimization for planar five-bar mechanism having joints with clearances［J］.Modular Machine Tool＆Automatic Manufacturing Technique，2010(4):44-46.［9］徐长密，常宗瑜，李捷，于鹏.基于单边接触模型的含间隙槽轮机构动力学分析［J］.机械设计，2010，27(2):50-53.XU Changmi，CHANG Zongyu，LI Jie，YU Peng.Dynamics analysis for Genevamechanism containing clearances based on unilateral contact model［J］.Journal of Machine Design，2010，27(2):50-53.［10］张劲夫，张毅，和兴锁.计入材料阻尼的平面柔性连杆机器人的动力学建模和计算［J］.机械传动，2006，30 (5):24-27，30.ZHANG Jinfu，ZHANG Yi，HE Xingsuo.Dynamics modeling and calculation of planar flexible multi-link manipulators with material damping［J］.Journal of Mechanical Transmission，2006，30(5):24-27，30.［11］刘柏希，原大宁，刘宏昭，等.五参量结构阻尼模型及其在弹性机构动力学中的应用［J］.机械工程学报，2005，41(8):136-139.LIU Baixi，YUAN Daning，LIU Hongzhao，et al.Five parameters structural damping model and its application in elastic mechanism dyanmics［J］.Chinese Journal of Mechanical Engineering，2005，41(8):136-139.［12］兰朋，陆念力，丁庆勇，孙立宁.精确运动弹性动力学分析方法的显式表达［J］.南京理工大学学报:自然科学版，2005，29(2):153-157.LAN Peng，LU Nianli，DING Qingyong，SUN Lining.Explicit expression for precise kineto-elastodynamic analysis［J］.Journal of Nanjing University of Science and Technology，2005，29(2):153-157.［13］王国庆，王帑.考虑碰撞和阻尼的弹性机构动力学分析［J］.长安大学学报:自然科学版，2008，28(4):99-102.WANG Guoqing，WANG Tang.Dynamics of elastic mechanism considering contact and damping［J］.Journal of Chang＇an University:Natural Science Edition，2008，28 (4):99-102.。
含间隙运动副机构的动力学特性研究
传 统方 法 在 进行 多 体 系 统 动 力 学 分 析 时 ，往 往 对 运动 副机构 进 行 了理想 化 处 理 ，忽 略 了 间 隙 、变 形 、磨 损 以及润 滑 等 因素 的影 响 。然 而 ，运 动 副机 构 间隙 不 可避 免 ；且 导 致运 动 副 机 构 运 行 过程 中产 生 间 隙碰 撞力 ，不仅 消耗 动力 ，同 时引起 振 动 、噪 声及 磨 损 ，进而 影 响整 个机构 乃至 系统 的动态输 出。
在 含 间 隙 运 动 副 机 构 动 力 学 研 究 方 面 ，Ｐａｕｌｏ Ｆｌｏｒｅｓ 分 析 了间 隙值 、问 隙数 量 等参 数 对 曲柄 滑块 机构动态特性及混沌现象 的影响 ；郝雪清等 研究 了
基 金 项 目： 教 育 部 高 等 学 校 博 士 学 科 点 专 项 科 研 基 金 （２０１２６１０２１１００１９）；高等 学 校学 科 创 新 引 智 计 划 （Ｂ１３０４４）
含间隙副的两轴液压振动试验系统动力学分析
含间隙副的两轴液压振动试验系统动力学分析
文祥;陈章位;贺惠农
【期刊名称】《振动与冲击》
【年(卷),期】2013(032)021
【摘要】由于装配、制造误差等原因,运动副中的间隙是不可避免的.为了研究转动副间隙对系统动态特性的影响,建立了一种含间隙转动副的非线性碰撞力模型,同时采用基于库仑摩擦定律的Threfall力模型描述间隙处的摩擦作用.将含间隙副的两轴液压振动试验系统模型嵌入到ADAMS动力学分析软件中进行动力学仿真分析,仿真结果表明:在异步简谐激励下,间隙尺寸和激振频率对液压振动试验系统的加速度响应特性都有很大影响,间隙越大,激振频率越高,加速度响应峰值越大,但对位移响应影响较小.
【总页数】6页(P125-130)
【作者】文祥;陈章位;贺惠农
【作者单位】上海卫星装备研究所,上海200240;浙江大学流体动力与机电系统国家重点实验室,杭州310027;浙江大学流体动力与机电系统国家重点实验室,杭州310027;浙江大学生物医学工程与仪器科学学院,杭州310027
【正文语种】中文
【中图分类】O342
【相关文献】
1.动摩擦作用下含间隙碰撞振动系统的动力学分析 [J], 张艳龙;唐斌斌;王丽;杜三山
2.间隙对两轴液压振动试验系统动力学影响的研究 [J], 文祥;陈章位;贺惠农
3.含间隙机械碰撞振动系统的动力学分析 [J], 高梦亭
4.干摩擦下含双侧间隙碰撞振动系统的动力学分析 [J], 周鹏;李贵杰;黄剑
5.含Lugre动摩擦及间隙的振动系统的动力学分析 [J], 张艳龙; 李振国; 王丽因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
TA-80往复式压缩机的结构动态特性分析的开题报告
TA-80往复式压缩机的结构动态特性分析的开题报告一、研究背景TA-80往复式压缩机是一款广泛应用于制冷、空调等行业的机械设备，具有压缩比高、功率密度大、工作效率高等优点。
但是，由于其结构复杂，受到多种因素的影响，使得其在工作过程中出现了较大的噪声、振动等问题，降低了其工作效率和寿命。
因此，对于其结构动态特性进行研究，了解其受力、振动、噪声等方面的情况，可以为其优化设计和改进提供理论依据。
二、研究目的本研究旨在通过对TA-80往复式压缩机的结构动态特性进行分析，包括其受力、振动、噪声等方面的情况，以及影响其工作效率和寿命的因素，来了解该设备存在的问题，并提出相应的优化设计和改进措施，以提高其工作效率和寿命。
三、研究内容1、TA-80往复式压缩机的结构特点和工作原理分析；2、TA-80往复式压缩机受力分析，包括静力分析和动力分析；3、TA-80往复式压缩机振动分析，包括振动特性和振动源分析；4、TA-80往复式压缩机噪声分析，包括噪声来源和噪声控制；5、影响TA-80往复式压缩机工作效率和寿命的因素分析。
四、研究方法本研究将采用理论分析和实验研究相结合的方法，首先通过对TA-80往复式压缩机的结构特点、工作原理等方面进行分析，建立其数学模型，并利用有限元方法对其受力、振动等方面进行分析。
同时，通过实验测试的方式，对TA-80往复式压缩机的噪声等方面进行研究，从而了解其在实际工作中存在的问题，为优化设计和改进提供实验依据。
五、研究意义本研究可以为TA-80往复式压缩机的优化设计和改进提供理论依据和实验指导，从而提高其工作效率和寿命。
同时，对于相关行业的从业人员，本研究可以提供相关知识和技术支持，以加强其对于往复式压缩机等设备的理解和应用能力。
含运动副间隙的涡旋压缩机动平衡仿真研究
含运动副间隙的涡旋压缩机动平衡仿真研究黄华军;张春;金鑫;曹篧鑫【摘要】In order to study the effects of joint clearance on dynamic balancing of a scroll compressor,according to the characteristics of the scroll compressor with joint clearance,a contact dynamic model with friction effects was established by using a nonlinear equivalent spring-damper model and Coulomb friction model.Then,the model was embedded into ADAMS,the dynamic model of the scroll compressor with joint clearance was established.With three cases of anti-spining mechanism of mini-crank,size of clearance and number of clearance,the dynamic simulations were performed.The simulation results showed that anti-spining mechanism of mini-crank,size of clearance and number of clearance have obvious effects on the dynamic balancing of the scroll compressor.The results provided a reference for reasonable choice of bearing windages and a theoretical basis for improving dynamic characteristics of scroll compressors.%为了研究运动副间隙对涡旋压缩机动平衡的影响，根据涡旋压缩机机构运动副间隙特点，采用非线性等效弹簧阻尼模型和Coulomb 摩擦模型建立考虑摩擦作用的运动副间隙接触碰撞模型，并将其嵌入到ADAMS 动力学仿真软件中，建立了含运动副间隙的涡旋压缩机动力学模型，针对小轴防自转机构、间隙大小和间隙数目三种情况，进行了动力学仿真。
机器中的间隙问题及其动力学
机器中的间隙问题及其动力学摘要：机器设备在实际的设计和加工过程中，其实际机构的各运动副以及各个关节都会存在间隙。
并随着先进制造技术的发展，高速、超高速及高精度要求的提出，间隙对机构以及整机的运动学和动力学性能的影响是不可忽视的。
间隙的存在破坏了理想机构模型，也使机构的实际运动和理想运动之间产生误差。
本文通过对机器中的间隙问题及其动力学的发展现状进行讨论，并在今后发展方向方面提出自己的看法。
关键词：间隙；机构；机器引言在机器设备中实际机构的各运动副及各个关节都必然会存在间隙，比且是必不可少的：（1）组成运动副的各个原件之间必然存在相互运动，并且存在配合关系，一旦存在相互运动就会有动配合，所以相互元件之间必会存在间隙；（2）机器零部件在加工制造过程中，必然会存在误差，有时候由于种种原因采用较低等级的配合，都有可能造成较大的间隙；（3）机械设备在运行过程中，机构运转必然产生相互摩擦、磨损等将间隙加大。
间隙的存在破坏了理想的机械运动，使其运动结果与理想状态下存在偏差，尤其是在高速运动下，间隙的存在使得在高速运动下的运动副各元素之间在失去接触的现象到再接触的现象交替出现，因此会产生猛烈的冲击和碰撞，增加机构零件的动应力，进而导致元件弹性变形加大、加剧磨损，并产生振动、噪声等导致效率降低。
因此基于上述原因，研究机器中的间隙及其动力学问题显得尤为重要；并随着现代化的生产的发展，必须充分考虑间隙问题。
国内外在该领域的发展现状综述考虑机器中机构运动副间隙的机构动力学研究是从七十年代开始的。
国内外的广大研究学者在含间隙机构的模型确定，建模方法的选择，动力学方程的求解以及预测间隙分离等方面的工作都做了大量的工作，得到了一些非常有益的结论。
本文通过介绍间隙动力学的理论模型展开讨论，其理论模型大致可归结为三类：三状态运动模型、二状态运动模型、连续接触模型。
其中以二状态模型进行深入研究的居多，由于它简化了三状态运动模型的复杂性和弥补了连续接触模型过于简单的缺点，并抓住了实际情况的本质，使得其方法研究得到推广在含间隙机构的动力学研究中，建立准确可行的动力学模型是至关重要的，不少研究者为此做了大量的工作。
第三章往复式压缩机动力学
第三章 往复式压缩机动力学1.教学目标1.理解曲柄连杆机构的运动。
2.掌握压缩机中的作用力和力矩分析。
3.理解压缩机的动力平衡。
4.掌握往复式压缩机的动力计算。
2.教学重点和难点1. 曲柄连杆机构的运动。
2. 压缩机中的作用力和力矩分析。
3. 压缩机的动力平衡。
4. 往复式压缩机的动力计算。
3.讲授方法多媒体教学正文3.1曲柄连杆机构的运动3.1.1曲柄连杆机构的运动的运动分析规定曲柄转角 θ 的起始位置为外止点位置，即外止点时θ=0°，任意转角 θ 时活塞的位移为。
由图 可知)cos cos (θβr l r l CO AO x +-+=-=式中：β为连杆摆角；r 为曲柄半径；l 为连杆长度。
设λ为曲柄半径与连杆长度比，且由几何关系中可知θλβ22sin 1cos -=得)]sin 11(1)cos 1[(22θλλθ--+-=r x 将θλ22sin 1-按两项式展开并舍去高阶项，简化为：)]2cos 1(4)cos 1[(θλθ-+-=r x此为活塞作一阶和二阶简谐合运动3.1.2曲柄连杆机构的运动惯性力分析从力学可知，一定质量的物体在做加速运动时就产生惯性力。
在往复式压缩机中存在的惯性力有两种，即曲柄销旋转式所产生的旋转惯性力以及活塞组件往复运动时所产生的往复运动惯性力。
至于连杆运动的惯性力，可转化到上述两种惯性力中加以考虑。
3.2 压缩机中的作用力和力矩3.2.1 综合活塞力在往复式压缩机中，除作用有惯性力外，还作用有气体力，运动机构摩擦副之间的摩擦力以及有关力矩等。
这些力的作用方向都沿着气缸中心线，他们的合理成为综合活塞力。
由于活塞在止点上的气体力比起其它的力是最大的，所以直接把这时的气体力成为活塞力。
3.2.2 压缩机运动件的受力分析（略）3.2.3 机身和基础受力与力矩分析1.作用在机身上的力有：在气缸盖上受有气体力P 、活塞运动在气缸壁上产生的摩擦力R 、在十字头滑道上受有十字头的侧压力N 以及在主轴承处作用有主轴传来的连杆力P t 等；作用在机身上的力矩有倾覆力矩NA 和摩擦力矩M 。
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动 副 的碰 撞 问题 进 行 了综 述 ¨ 。Ｐ ． Ｆ ｌ ｏ ｒ ｅ ｓ对 考 虑 间隙与 润 滑 的运 动 副 进行 了建 模 方 法 研 究 ， 并 分析 了间 隙对 机 械 系 统 动 力 学 的 影 响 。关 于 考虑 运 动 副 间 隙 和 构 件 柔 性 的 机 械 系 统 ， Ｄ ｕ ｂ ｏ ｗ ｓ ｋ ｙ和 Ｍｏ ｅ ｎ ｉ ｎ ｇ研 究 了 动 力 学 分 析 中 的 冲
Ｚ ＨＡＯ Ｈａ ｉ — ｙ ａ ｎ ｇ ， Ｊ Ｉ Ｙａ ｎ — ｄ ｏ ｎ ｇ ， Ｗ ＡＮＧ Ｊ ｉ ｎ — ｄ ｏ ｎ ｇ ’ ， Ｌ Ｉ Ｕ Ｙａ ｏ － ｆ ａ ｎ ｇ
（ １ ． Ｎ ｏ ｒ ｔ ｈ ｅ ａ ｓ ｔ Ｐ ｅ ｔ ｒ ｏ ｌ ｅ ｕ ｍ Ｕ ｎ ｉ ｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ ， Ｄ ａ ｑ ｉ ｎ ｇ １ ６ ３ ３ １ ８ ， Ｃ ｈ ｉ ｎ ａ ； ２ ． Ｄ ａ ｑ ｉ ｎ ｇ ０ ｉ １ Ｄ ｒ ｉ ｌ ｌ ｉ ｎ ｇ Ｅ ｎ ｇ ｉ ｎ ｅ ｅ ｒ ｉ ｎ ｇ Ｓ ｅ ｒ ｖ ｉ ｃ ｅ ｓ Ｃ ｏ ｍｐ ａ ｎ ｙ ，
Ｄｙ ｎ ａ ｍｉ ｃ Ａｎ ａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ ｏ ｆ Ｒｅ ｃ ｉ ｐ ｒ ｏ ｃ ａ ｔ ｉ ｎ ｇ Ｃｏ ｍｐ ｒ ｅ ｓ ｓ ｏ ｒ Ｔｒ ａ ｎ ｓ ｍｉ ｓｉ ｏ ｎ Ｍｅ ｃ ｈ ａ ｎ ｓｍ ｉ ｗｉ ｔ ｈ Ｊ ｏ ｉ ｎ ｔ Ｃｌ ｅ ａ ｒ ａ ｎ ｃ ｅ
间 隙对 机械 系统 动力 学性 能 的影 响 已成 为一 个研 究 热 点 ， 已有 学 者 对 其 进行 了大 量 研 究。
Ｈ ａ ｉ ｎ ｅ ｓ 和Ｒ ａ ｖ ｎ针对 平 面 运 动 机 构 中带 有 间 隙转
往复 压缩 机是 石油 化工 生产 工 艺 中的关 键设 备， 由 于制 造 误差 和磨 损 等 原 因 ， 长期 服 役 以后 ，
关键词 ： 往 复压缩机 ； 运动 副间隙 ； 多体 动力 学 ； Ａ Ｄ Ａ Ｍ Ｓ
中图分类号 ： Ｔ Ｈ１ ３ ２ 文 献标 识 码 ： Ａ ｄ ｏ ｉ ： １ ０ ． ３ ９ ６ ９ ／ ｊ ． ｉ ｓ ｓ ｎ ． １ ０ ０ ５— ０ ３ ２ ９ ． ２ ０ １ ３ ． ０ ３ ． ０ Ｏ ４
Ａｂ ｓ ｔ ｒ ａ ｃ ｔ ： Ｔ ｈ ｅ ｄ ｙ ｎ ａ ｍ ｉ ｃ ｂ ｅ ｈ ａ ｖ ｉ ｏ ｒ ｏ ｆ ａ ｒ ｅ ｃ ｉ ｐ ｒ ｏ ｃ ａ ｔ ｉ ｎ ｇ ｓ ｍｉ ｓ ｓ ｉ ｏ ｎ ｍｅ ｃ ｈ ａ ｎ ｉ ｓ ｍ ｗ ｉ ｔ ｈ ｊ ｏ ｉ ｎ ｔ ｃ ｌ ｅ ａ ｒ ａ ｎ ｃ ｅ ｗ ａ ｓ ｓ ｔ ｕ ｄ ｉ ｅ ｄ ． Ｔ ｈ ｅ ｍｏ ｄ ｅ ｌ Ｗ ｓ ａ ｂ ｕ ｉ ｌ ｔ ｂ ｙ ｊ ｏ ｉ ｎ ｔ ｃ ｏ ｎ ｔ ａ ｃ ｔ ｍｏ ｄ ｅ ｌ ｂ ａ ｓ ｅ ｄ ｏ ｎ ｔ ｈ ｅ Ｓ Ｏ ｃ ｌ ａ ｌ ｅ ｄ Ｉ ｍ ｐ ａ ｃ ｔ － ｆ ｕ ｎ ｃ ｔ ｉ ｏ ｎ ｕ ｎ ｄ ｅ ｒ ｓ ｏ ｆ ｔ ｗ ａ ｒ ｅ Ａ Ｄ Ａ Ｍ Ｓ ．Ｗｅ ｔ ａ ｋ ｉ ｎ ｇ ｃ ｙ ｌ ｉ ｎ ｄ ｅ ｒ ｐ ｒ ｅ ｓ －
摘
要： 以往复压缩机传动机构为对 象 ， 利用 Ａ Ｄ Ａ Ｍ Ｓ软件 的碰撞 函数 ， 建立 带有转 动副 间隙 的往 复压缩 机传 动机构
多体动力学模型 ， 研究间隙转动副对机构 动力 学性能的影 响。考 虑间 隙幅值 、 气 缸载荷 、 曲轴 转速 和柔性连 杆等影 响 因 素， 进行 五种工况的动力学分析 。仿真 的结果 表明所述因素对机构 的动力 学性能影响显著 。
Ｋｅ ｙ ｗ ｏ ｒ ｄ ｓ ： ｒ ｅ ｃ ｉ ｐ ｒ ｏ ｃ ａ ｔ ｉ ｎ ｇ ｃ ｏ ｍ ｐ ｒ ｅ ｓ ｓ ｏ ｒ ； ｊ ｏ ｉ ｎ ｔ ｃ ｌ ｅ ａ ｒ ｎｃ ａ ｅ ； ｍ ｕ ｈ ｉ ｂ ｏ ｄ ｙ ｄ ｙ ｎ ａ ｍ ｉ ｃ ｓ ； Ａ Ｄ Ａ Ｍ Ｓ
ｌ 引言
２ ０ １ ３年第 ４ １ 卷第 ３ 期
文章编号 ： １ ０ ０ ５— ０ ３ ２ ９ （ ２ ０ １ ３ ） ０ ３— ０ ０ １ ５— ０ ５
流
体
机
械
１ ５
基于 问隙运动副 的往复压 缩机传动机构动 力学分析
赵 海洋 ， 纪彦 东 ， 王金 东 ， 刘耀 芳。
（ １ ． 东北石油大学 ， 黑龙江大庆 １ ６ ３ ３ １ ８ ； ２ ． 大庆钻探钻井 工程服务公司 ， 黑龙江松源 １ ３ ８ ０ ０ ０ ； ３ ． 大庆石化工程有 限公 司， 黑龙江大庆 １ ６ ３ ７ １ ４ ）